Кинематический расчёт привода.

Принимаем кинематическую схему, исходя из заданной структуры механизма.

Выбор электродвигателя.

Приступая к выполнению проекта, в первую очередь выбирают электродвигатель. Для этого определяют его мощность и частоту вращения.

,

где η_общ. – общий КПД привода.

,

где η_м – КПД муфты, η_чп – КПД червячной передачи, η_з – КПД зубчатой передачи, η_оп – КПД подшипников (одна пара).

η_м =0,98, η_чп = 0,8, η_з = 0,97, η_оп =0,99.

(таб. 1,1 1).

Требуемая мощность электродвигателя:

кВт

Частота вращения приводного вала:

Приближенное значение диаметра звездочки:

Частота вращения электродвигателя:

n_э=n_вu₁u₂=23*30*3,2=2208 (об/мин)

Где: u₁=30, u₂=3,2 – средние значения передаточных чисел тихоходной и быст­роходной передач.(таб. 1,2 1)

Определяем марку электродвигателя:

АИР 112М2/2895: Р=7,5 кВт, n=2895 об/мин.

Определение передаточных чисел привода.

Определяем общее передаточное число:

Передаточное число редуктора:

По формуле из таб. 1.3 1 определяем передаточные числа быстроходной и тихоходной передач:

Определение вращающих моментов на валах привода:

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени:

Частота вращения вала колеса быстроходной ступени:

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени:

Момент на приводном валу:

Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

Вращающий момент на промежуточном валу редуктора:

вращающий момент на входном валу редуктора:

где: _з=0,97 – КПД зубчатой передачи быстроходной ступени.

По заданным коэффициентам L₀, Kc и Кг определим время работы

редуктора и коэффициент нагрузки:

t∑ = L₀·365· Кг·24· Kc·ПВ%/100=10·365·0,8·24·0,7·100/100=49056 часа,

Кнагр. =

Расчет зубчатой передачи.

Выбор твердости, термической обработки и материала шестерни и ко­леса.

Материал зубчатых колес является определяющим фактором для габаритных размеров и массы редуктора.

Шестерни:

Марка стали	Термическая обра­ботка	Твердость		Т МПа	Размеры, мм
		Сердцевины НВ	Поверхности HRC		Dпред	Sпред
40ХН	Улучшение и за­калка ТВЧ	269...302	48..53	750	200	125

Колеса:

Марка стали	Термическая обра­ботка	Твердость		Т МПа	Размеры, мм
		Сердцевины НВ	Поверхности НВ		Dпред	Sпред
40ХН	Улучшение	235…262	235…262	640	315	200

Допустимые контактные напряжения.

[σ]_Н = σ_Нlim Z_N Z_R Z_v/S_H

σ_Н1lim= 17 HRC_ср+ 200 =17*50+200=1050 (МПа)

σ_Н2lim=2HB_ср+70 =2*250+70=570 (МПа), (табл.2.2 [1])

S_H-коэффициент запаса прочности, S_H=1,1

Z_N-коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурса

Z_N= , при условии 1≤ Z_N ≤ Z_Nmax

N_HG=30 НВ_ср^2,4≤12*10⁷, N_HG1=30*480^2,4=8,2*10⁷

N_HG2=30*250^2,4=1,7*10⁷

т.к. N_k > N_HG принимаем N_k = N_HG

N_k = N_HG1=8,2*10⁷

N_k = N_HG2=1,7*10⁷

Z_N=1, Z_Nmax=2,6

Z_R-коэффициент , учитывающий влияние шероховатости, Z_R=1

Z_v-коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, Z_v=1,15

[σ]_Н1=1050*1*1*1,15/1,1=1097 (МПа)

[σ]_Н2=570*1*1*1,15/1,1=596 (МПа)

[σ]_Н=0,45([σ]_Н1 +[σ]_Н2 )≥[σ]_{H min}

[σ]_Н=762 (МПа).

Допускаемые напряжения изгиба

[σ]_F= σ_Flim Y_N Y_R Y_A/S_F

σ_F1lim=600 (МПа)

σ_F2lim= 1,75*250=437 (МПа), (по табл.2.3 [1])

S_F=1,7

Y_N= , при условии 1≤ Y_N ≤ Y_Nmax

Y_Nmax=4 и q=6, N_FG=4*10⁶

При N_k> N_FG принимаем N_{k 1,2}= N_FG=4*10⁶

Y_N=1, Y_R=1, Y_A=1

[σ]_F1=600*1*1*1/1,7=352,9 (МПа)

[σ]_F2=437*1*1*1/1,7=257 (МПа)

Учет режима нагружения при определении

допускаемых напряжений

режим нагружения по табл.2.4[1]:III –средний нормальный:

µ_н=0,180; µ_F= 0,065.

Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Межосевое расстояние

Предварительное значение:

К=8; u=u_б=3,15; Т₁=Т_1Б=21,4 Н*м;

Окружная скорость:

По табл.2.5 [1] определяем степень точности зубчатой передачи: 9- передача низкой точности, но выберем более точную; 7- передача нормальной точности

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

=410 (МПа)^1/3; u=3,15; ;

, по табл.2.6[1]

Округляем до ближайшего стандартного значения: a_w=63(мм).

Предварительные основные размеры колеса.

Диаметр колеса:

Ширина колеса:

Модуль передачи

Принимаем модуль равный 1,75 мм.

Суммарное число и угол наклона зубьев.

Число зубьев шестерни и колеса.

Шестерни:

Колеса:

Фактическое передаточное число.

u_ном=3,15

Погрешность между u_ф и u_ном составляет 1% (для двухступенчатых редукторов допустимая погрешность 4%).

Окончательное значение размеров колес.

делительные диаметры колес:

диаметры вершин колес:

диаметры впадин колес (мм):

Размер заготовок колес

Силы в зацеплении.

Окружная:

Осевая сила:

Радиальная сила:

Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба.

=3,61; =0,87; =4,30;

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

[σ]_Н=762(МПа)-условие выполнено.

Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчет червячной передачи.

Определение скорости червяка.

Выбор материала колеса и червяка.

Материал червяка: Сталь 40ХН. Обработка: улучшение + закалка ТВЧ + шлифование.

Твердость сердцевины 269-302 HB

Твердость поверхности 48-53 HRC

Материал колеса: Латунь БрО5Ц5С5, v_ск≤ 8(м/с)

Допускаемые контактные напряжения.

I группа

К_НЕ=0,121 по табл.2.15[1]

Допускаемые напряжения изгиба.

K_FL-коэффициент долговечности

N_FE=K_FEN_k-эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи.

Предельные допускаемые напряжения.

Межосевое расстояние.

Для стандартных червячных пар a_w=280(мм)

K_a=610; K_Hβ=1,025

Основные параметры передачи.

Число зубьев колеса: Z₂=Z₁*U=40; Z₁=1

Модуль передачи :

Коэффициент диаметра червяка:

Коэффициент смещения:

Угол подъема линии витка червяка:

на делительном цилиндре

на начальном цилиндре

Фактическое передаточное число:

Размеры червяка и колеса.

Длина нарезаемой части червяка при х≤0:

Для шлиф. Червяка: при m<10(мм) b₁=137+38(мм)=175(мм)

Диаметр колеса наибольший:

Ширина венца:

Проверочный расчет передачи на прочность:

Скорость скольжения в зацеплении:

Допускаемое напряжение :

Z_σ=5350

X-коэф., учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.

Q=72 (по табл. 2.16[1])

По табл.2.17 Х=0,5

КПД передачи.

Силы в зацеплении.

Окружная

Радиальная

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Y_F2=1.55; K=1,09

Проверочный расчет на прочность зубьев червячного колеса при действии пиковой нагрузки.

Проверка на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента:

Тепловой расчет.

Мощность на червяке :

Температура нагрева масла(корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:

Разработка эскизного проекта.

Диаметры валов (мм):

Для быстроходного вала:

Для промежуточного вала:

Для тихоходного вала:

Коэффициенты по (таб. 24.10 1)

Расстояние между деталями передачи.

Зазор между корпусом и колесом:

Зубчатой пары:

Высота поддона редуктора:

Расчет валов.

построение эпюр.

Быстроходный вал.

F_t=1380,5 Н; F_r=516,8 Н; F_a=331,5 Н;

Плоскость ХОZ.

1) Определение реакций опор:

2) Определение изгибающего момента:

Плоскость УОZ

1. Определение реакций опор:

2) Определение изгибающего момента:

3) Определение крутящего момента:

4) Определение результирующего изгибающего момента:

5) Определение эквивалентного момента:

Промежуточный вал.

F_t1=1380,5 Н; F_r1=516,8 Н; F_a1=331,5 Н;

F_t2=10144 Н; F_r2=3721 Н; F_a2=1492 Н;

Тихоходный вал.

F_t=10144 Н; F_r=3721 Н; F_a=1492 Н;

Расчет валов на прочность.

Быстроходный вал:

Коэффициент запаса прочности:

,

где [s] – допускаемый коэффициент безопасности, принимаемый в пределах от 1,3 до 2.

и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

и – амплитуды напряжений цикла; и – средние напряжения цикла.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и , а касательные напряжения по нулевому циклу: и .

Тогда

Напряжения в опасных сечениях определяют:

,

где – результирующий изгибающий момент;

– крутящий момент; и – осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

,

где и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении.

и – коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.

;

где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

– коэффициент влияния шероховатости.

– коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Коэффициенты и .

Для оценки концентрации напряжений в местах установки на валу деталей с натягом используют отношения: и .

Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:

,

где – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Для быстроходного вала:

Материал вала: сталь 40Х, σ_В =900 (МПа), σ_τ =750 (МПа),

(МПа) и (МПа).

и

;

;

;

(МПа);

(МПа);

(мм³);

(мм³);

(Н/м³);

(Н/м³);

Условие выполняется, прочность вала обеспечена.

Для промежуточного вала:

Материал вала: сталь 12ХН3А, σ_В =950 (МПа), σ_τ =700 (МПа),

(МПа) и (МПа).

и

;

;

;

(МПа);

(МПа);

(м³);

(м³);

(Н/м³);

(Н/м³);

Условие выполняется, прочность вала обеспечена.

Для тихоходного вала:

Материал вала: Материал вала: сталь 40Х, σ_В =900 (МПа), σ_τ =750 (МПа),

(МПа) и (МПа).

и

;

;

;

(МПа);

(МПа);

(м³);

(м³);

(Н/м²);

(Н/м²);

Условие выполняется, прочность вала обеспечена.

Подбор подшипников по динамической грузоподъемности.

Для быстроходного вала выбираем роликовый радиальный подшипник с короткими цилиндрическими роликами средней серии:

Обозначение	Размеры, мм				Грузо- подъемность
	d	D	B	r	Cr	C0r
2305	25	62	17	2	28,6	15,0

Подшипник шариковый радиальный однорядный

Обозначение	Размеры, мм				Грузо- подъемность
	d	D	B	r	Cr	C0r
206	30	62	16	1,5	28,1	14,6

1. роликовый радиальный подшипник с короткими цилиндрическими роликами: ;

;

Требуемая грузоподъемность:

Пригодность подшипника проверяется по условию:

_{Условие выполняется, значит выбранный подшипник подходит.}